354

Расчетная часть-Расчёт талевой системы привода люльки верхового рабочего буровой установки F-320-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

ID: 207779
Дата закачки: 18 Марта 2020
Продавец: as.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчёт талевой системы привода люльки верхового рабочего буровой установки F-320-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
5. РАСЧЕТ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Анализ конструкции скважины
5.2 Определение максимальных нагрузок на подъемный крюк буровой лебедки
5.3 Выбор категории, класса, вида и основных параметров буровой установки
5.4 Выбор талевого каната и максимальной кратности талевой системы
5.5 Основные характеристики насосно-циркуляционного комплекса
5.6 Определение оптимальных скоростей спуска и подъема
5.7 Расчет барабана лебедки
5.8 Энергокинематический расчет привода люльки верхового
5.9 расчет цепной роликовой передачи
5.9.1 Определение количества зубьев Z1 меньшей (ведущей) звездочки и число зубьев большей звездочки Z2
5.9.2 Определение шага цепи
5.9.3 определение скорости цепи (м/с)
5.9.4 Определение сил, возникающих в ветвях цепи
5.9.5 проверка выбранной цепи по среднему давлению p, МПа, в его шарнирах, который обеспечивает их износостойкость
5.9.6 проверка выбранной цепи на прочность

Комментарии: 5. Розрахунок працездатності
5.1 Аналіз конструкції свердловини

Розмір доліт для буріння в різних інтервалах вибирають залежно від діаметра труб, якими обсаджена бурова свердловина згідно з ГТН.
Відношення діаметрів доліт і обсадних труб подані в таблиці 5.1.

Таблиця 5.1- Відношення діаметрів доліт та обсадних труб

Діаметр долота, мм 394,7 295,3 269,9 190,5
Діаметр обсадної колони, мм 351 273 245 168


5.2 Визначення максимальних навантажень на підйомний гак бурової лебідки
 
Методика в цьому випадку передбачає спочатку розрахунок труб на статичну міцність, а потім перевірку на витривалість. Після того як проведеться розрахунок труб підбирається колона. З вибраних нами колон беремо колону найбільшої маси і під неї вибираємо бурове обладнання, зокрема, гак, блок, кронблок, вишку, кратність талевої системи, лебідку та інше
Вихідні дані наведемо у таблиці 5.2



Таблиця 5.2- Вихідні дані на свердловину

 Показники   Значення по інтервалах
№  Позн. Один.вимір.  1 2 3 4
1 Глибина початку інтервалу Lni м  0 0 0 0
2 Глибина кінця інтервалу Lki м  300 1500 3320 4010
3 Довжина інтервалу L М  300 1500 3320 4010
4 Осьове навантаження P кН  100 100 180 160
5 Кут відхилення від вертикалі  град  0 0 0 0
6 Густина бурового розчину  кг/м3  1,02 1,08 1,08 1,04
7 Діаметр долота D м  394,7 295,3 269,9 190,5
8 Частота обертання долота n об/хв  70 80 90 60
Визначаємо глибину буріння по інтервалах, м:Визначаємо діаметр бурильних труб залежно від діаметра долота по інтервалах:
(5.1)

4 інтервал  долота 190,5мм;   БТ=127мм;
3 інтервал  долота 269,9мм;   БТ=168мм;
2 інтервал  долота 295,3мм;   БТ=168мм;
1 інтервал  долота 394,7мм;   БТ=168мм;

Вибираємо діаметри замків бурильних труб і діаметри ОБТ, ко¬трі повинні бути не менше від  замків бурильних труб, але не біль¬ше від  долота.
Визначаємо довжину обважувальних бурильних труб за умови осьового навантаження на долото:
(5.2)
де  Род - осьове навантаження на долото, Н;
к - коефіцієнт запасу; 1,2;
g- прискорення вільного падіння, м/с2;
рпр - густина промивної рідини, кг/м3; згідно ГТН;
рст - тустина матеріалу сталі, кг/м; рст=7850кг/м2;
м - маса 1 м обважувальних бурильних труб( кг/м); м=188,6кг/м
Тоді згідно (5.2)

Визначаємо довжину бурильних труб у колоні:
(5.3)
де - довжина найбільшого інтервалу;
- довжина обважувального кінця,м.
Тоді
Визначаємо приведену масу бурильних труб для даних діаметрів бурильних труб із різною товщиною стінок. Знаходимо приведену масу їм труби:
(5.4)
Тоді згідно формули

Розрахунок моменту кручення бурильної колони:
(5.5)
де Мхо - момент холостого обертання, Н•м;
Мд- момент, приведений до долота, Н•м.
   (5.6)
де N - потужність, прикладена до долота для руйнування породи
n- частота обертання долота, об/хв;

За формулою Федорова 
(5.7)
де І - довжина бурильних труб, м;І=3998м;
с - дослідний коефіцієнт, залежить від ступеня викривлення свердловини ( с=1,7•105);
d- зовншній діаметр, м;
Тоді

Момент холостого обертання знайдемо за формулою


Тоді 

Визначаємо навантаження, які створюють на підйомнику бурової установки обсадні труби при їх спуску:
(5.8)
де - вага обсадної колони, Н;
q - маса 1 м обсадних труб, кг/м;
l- довжина обсадної колони, м;
 - густина бурового розчину, кг/м3.
Розраховуємо також вагу бурильної колони в повітрі:
(5.9)
  - вага приведеної бурильної колони, кг/м;
 - довжина бурильної колони, м.

Тоді знайдемо навантаження, які створюють на підйомнику бурової установки обсадні труби при їх спуску:

Згідно з приведеними розрахунками, за вагою бурової колони, а також за кліматичними умовами вибираємо клас бурової установки. А за вибраним класом визначаємо основні параметри бурової вишки.
5.3 Вибір категорії, класу, виду та основних параметрів бурової установки

Бурові установки повинні володіти певною універсальністю або допускати швидку модифікацію і пристосованість до конкретних умов буріння безпосередньо на місці роботи. Бурові установки поділяються на 3 категорії:
1. Для буріння глибоких експлуатаційних та розвідувальних свер-дловин.
2. Для буріння неглибоких структурних і пошукових свердловин.
3. Для буріння на морі (шельфі).
Розподіл бурових установок (БУ) визначається багатьма фак¬торами :
1) технічною характеристикою БУ, навантаженням на гак, тиском, подачею бурових, насосів, типом і потужністю головного привода;
2) масою наземного обладнання;
3) засобом монтажу, демонтажу й транспортування;
4) часом, затраченим на будівництво бурової установки;
5) часом буріння свердловини;
6) організацією бурових робіт.
БУ для експлуатаційного та глибокого розвідувального буріння стандартизовані в ГОСТ - 16293 - 82 СТ СЗВ 2446 - 801, який пе¬редбачає 11 класів бурових установок для буріння свердловин.
Вибір БУ для одного і того ж класу визначається рядом чинників: умови буріння, метою буріння, типом свердловин, способом буріння, технологією буріння, геологічними умовами. Враховуючи всі зазна¬чені чинники, вибираємо БУ "Ф320-ЕС", яка є однією з найбільш відповідною для наших розрахунків. Виробник поставляє до цих установок комплект основного обладнання: талевої системи, вер¬тлюги, лебідки і т.д. Вишку, містки зі стелажами, обладнання для приготування й очищення бурового розчину, комплекс АСП постав¬ляють заводу.
Основні параметри та технічні характеристики БУ яка відповідає розрахункам приводимо до таблиці 5.3  

Таблиця 5.3-Основні параметри бурової установки

Параметри Значення
Допустиме навантаження на гаку, т.с. 420
Умовна глибина буріння . м 4000-6000
Розрахункова потужність на приведеному валу лебідки. кВт 809
Лебідка:
Максимальне навантаження на рухомий кінець талевого каната, т.с
та. КН 38
Буровий насос: Кількість насосів 3
Максимальне навантаження на стіл ротора. кН. 320
Вертлюг: статичне швантаження, т 250
Вишка:
Корисна висота вишки, м МА-320.2
44
Вантажоздатність вишки, т.с. 480
Кронблок т.с. 320
Потужність бурового насосу, к.с. 1300
Ротор МРЛ-275
Оснастка талевої системи 56
Макс.довжина свічок,м 27
Максимальний тиск БН, кгс/см2 340


5.4 Вибір талевого каната та максимальної кратності талевої си¬стеми
Необхідно вибрати діаметри і тип талевого каната для оснащення ті левої системи БУ (оснастка), а також перевірити запас міцності кана¬та за динамічним навантаженням підйому і спуску.
Знаходимо натяг ведучої гілки каната при підйомі:
(5.10)
де Ртс - вага рухомого обладнання талевої системи, Н;
РМАКС- максимальне навантаження на гаку, Н;
т - кратність оснастки талевої системи (повинна бути парною);
η- ККД талевої системи, який залежить від числа шківів, діа¬метра каната, ступеню їх зносу, навантаження на гак тощо.
(5.11)
де Ка - коефіцієнт зменшення ваги колони за рахунок архімедових
сил;
  Gк.п.- вага бурової колони в повітрі, Н;
Ртер- сила тертя і прихвата колони (велика при прихватах), Н.
  (5.12)
 де q- вага 1 м труб з урахуванням висадженої частини замків, Н/м;
  1 - довжина труб однакової ваги, м;
-вага інших елементів, що складають бурильну колону (ОБТ, розширювачі, долото тощо), Н.

Тоді згідно 5.11 будемо мати
  

(5.13)
де Рел- вага елеватора і гака зі стропами, Н;
Рт.к- вага талевого каната при нижньому положенні гака (зазви¬чай приймають вагу 2/3 довжини каната талевої системи, Н;
Рт.б.- вага талевого блока, Н. 5820кг=57152,4Н;
Тоді
(5.14)
де 1К - довжина каната, яка необхідна для оснастки талевої системи БУ, м;
qк - вага 1 м змащеного каната, Н. 22кг= 216Н
 Тоді згідно 5.14 матимемо вагу талевого канату
   
 Довжину талевого блоку знайдемо за формулою
(5.15)
де Н - висота бурової вежі, м;
с - довжина каната, що огинає шків діаметром;
С0 - довжина витків каната, які залишаються на барабані при опущеному до підлоги бурової гакоблоку, м; С0=50...100м.

де ηш - ККД кожного шківа. Для розрахунку приймають ККД кож¬ного шківа ηш=0,96...0,97.
Тоді
Відповідно за формулою 5.15



При невеликих навантаженнях і незавантаженому гаку ККД талевої системи значно менший, ніж при повному навантаженні.

5.5 Основні характеристики насосно-циркуляційного комплексу

Визначимо основні параметри, характеристики і вимоги, які пови¬нен задовольняти насосно-циркуляційний комплекс при проведенні в певних умовах свердловин заданих конструкцій.
Швидкість руху розчину в затрубному кільцевому просторі, залежить від сумарної подачі насосів і площі кільцевого пере¬різу свердловини.
Швидкість підйому розчину в кільцевому просторі повинна знаходи¬тись у межах 0,3...0,8 м/с.
Насоси мають забезпечити підведення до долота 0,4...0,8 кВт на 1см2 поверхні вибою. Потужність вигідно підвищити, збільшивши перепад тиску на доло¬ті, а не подачу.
Потрібну подачу рідини насосом визначають із формули 5.16.
(5.16)
(5.17)
де D – діаметр долота, м;
d – діаметр бурильних труб, м.

Тоді

Визначення подачі рідини насоса для різних інтервалів в кільцевому просторі можна вибирати із рисунка 2.

Рисунок 2. Залежність швидкості бурового розчину в кільцевому з-атрубному просторі від діаметра долота
Практикою встановлено, що подача розчину на вибій має складати від 0,6 м3/с при великих діаметрах свердловин до 1 м3/с на 1 м2 поверх¬ні вибою при малих діаметрах. Бурові насоси повинні мати здатність змінювати подачу в потріб¬ному діапазоні регулювання і складатиК=2...3.
Тиск на вході насосів залежить від гідравлічного опору циркуля¬ційної системи і дорівнює сумі гідравлічних втрат в окремих елеме¬нтах.
Рл - втрати тиску на подолання опору в наземній системі, Па. Рл=2...3% відтиску розчину, що подають насоси;
Рк - втрати на подолання гідравлічних опорів в бурильній колоні до долота, РК=17...30%Рн;
Рд- втрати в долоті, на очищення долота і забою від вибуреної по¬роди РД=50...60%Рн;
Рзп- частина енергії розчину, що затрачується на підйом вибуреної породи і на подолання опору в затрубному просторі Рзп=5...10%.
Втрати напору в елементах циркуляційної системи визначають із довідників, за графіком та розрахунковим шляхом.
Втрати напору Р; залежать від щільності, в\'язкості, швидкості роз¬чину і розраховуються за формулою Дарсі-Вейсбаха.
(5.18)
де λ-безрозмірний коефіцієнт гідравлічного опору в турбулентно¬
му режимі; для руху води по сталевих трубах λ-0,018...0,02; для розчину λ-0,018..Д025; для практичних розрахунків можна прийняти λ-0,02;
рр - густина розчину, кг/м3;
1і - довжина трубопроводу, м;
d - внутрішній діаметр трубопроводу, м;
v - середня швидкість руху розчину, м/с.
(5.19)
Тоді

Тоді знайдемо втрати напору
(5.20)
 Корсна потужність насосів визначається за формулою
(5.21)
Тоді


5.6 Визначення оптимальних швидкостей спуску і підйому

Визначимо середню механічну швидкість гака при спуску та підйо¬мі бурильної колони.
Максимальна швидкість гака обмежується вимогами техніки безпе¬ки й має вигляд
(5.22)
де lc -довжина свічки, м.ї
Тоді згідно 5.22
ν2мах=0,6·27=16,2м/с
Максимальна механічна швидкість підйому гака обмежується най-більшою видкістю намотування каната на барабан для забезпечення рівномірного його складування.

 Швидкість змотування допускається




Для сучасних бурових установок середній час, що забезпечує спуск і підйом 1000 м бурильної колони протягом 1 години, становить
(5.23)
Середня механічна швидкість підйому гака знаходиться за форму¬лою. Знайдем машинний час підйому гака:
(5.24)
Тп- час затрачений на підйом колони разом із допоміжним часом, що затрачується на машинно-ручних операціях бурильних труб, ОБТ і заміну долота с;
Тр- час, затрачений на машинно-ручні операції бурильних труб (розгвинчування, установка), ОБТ, заміну долота, с.
(5.25)
S- число свічок бурильних труб;
Sобт- число свічок ОБТ;
tт=60с-допоміжний час намашинно-ручні операції бурильних труб;
tобт=900 - допоміжний час на машинно-ручні операції з ОБТ;
Тд =800с - час заміни долота.
Тоді відповідно


Кількість свічок визначається за формулою:
(5.26)
lc - довжина свічки, м.
Тоді визначимо кількість свічок

Відповідно до 5.24

Формула більш точна для великої кількості свічок. Максимальна механічна швидкість гака при підйомі обмежується також мо¬жливостями оператора зупинити гак на заданій висоті і маніпулювати ним при підйомі.
Практикою встановлено: ν2max=1,4...1,8 м/с. Мінімальна техноло¬гічна швидкість підйому встановлюється технологами-буровиками залежно від призначення бурової установки і її класу.

5.7 Розрахунок барабана лебідки

Розміри арабана повинні бути розраховані на навивання всієї робо¬чої довжини каната. Момент інерції барабана лебідки повинен бути по можливості невеликим, щоб полегшити розгін при спускові нена-вантаженого елеватора.
Барабан потрібно виконати із катаної сталевої або литої обичайки, звареної з литими сталевими дисками і маточинами, що забезпечує легку технологічну конструкцію, яка має невеликий момент інерції. Шківи гальма можуть оснащуватись ребрами і вентиляційними ло-пастями для поліпшення відводу теплоти чи камерами для. водяного охолодження. Гальмівні шківи необхідно кріпити до ребер болтами й шпильками, щоб при зношуванні їх можна було б лепсб замінити.
Диски барабанів зварної конструкції виготовляють із вуглецевої сталі марки ЗОЛ чи 36Л. Бочки барабана - 20ХГ, а литі барабани -35Л, 40Г2Л.
Барабан разом із валом з гальмівними шківами потрібно статично балансувати з точністю 1,5 Нм.
Діаметр барабана вибирають залежно від діаметра каната і товщи¬ни дроту в ньому, довжину - від потрібної канатоемності та вибрано¬го числа шарів навивання каната. Для буріння на великі глибини не¬обхідно не лише збільшувати діаметр барабана, а й зменшувати число шарів навивання каната за рахунок збільшення довжини барабана.
У сучасних лебідках діаметр барабанів - 0,6... 1,07 м довжина -0,9... 1,83м.
Рекомендують наступні співвідношення між діаметром барабана і каната й для бурових лебідок:

Для лебідок, що призначені для буріння при великій кількості спус¬ків і підйомів, потрібно вибирати барабани за такою формулою:
(5.27)
Тобто


5.8 Енергокінематичний розрахунок привода люльки верхового

 Вихідні дані:
-тягове зусилля F=14,3kH;
-швикість стрічки V=0,45м/с;
-діаметр барабана D=0,17 м

Електродвигун вибирають за потужністю Рдв та частотою обертання nдв.
Потужність двигуна Рдв повинна бути більшою від потужності ведучого вала Рв на величину загальних втрат:
. (5.28)
 За умовами задачі заг=лан*р*м, (5.29)
де лан – ККД ланцюгової передачі,
р – ККД редуктора,
м – ККД муфти.
 Значення ККД беремо довільним у межах, що задані в таблиці 5.4.

Таблиця 5.4 - Значення ККД окремих кінематичних пар (ККД підшипників кочення враховані)
Тип передачі 
Зубчаста циліндрична 0,96...0,98
Зубчаста конічна 0,95...0,97
Зубчаста черв\'ячна при передаточному числі : більше 30
від 14 до 30
від 8 до 14 0,75...0,85
0,75...0,85
0,8....0,9
Пасова 0,94...0,96
Ланцюгова 0,92...0,95
Муфта з\'єднувальна 0,98

заг=лан*р*м = 0,95*0,972*0,98=0,8759.
 Значення потужності на ведучому валі Р(Вт)= F(H)*V(м/c);
   Рв=F*V=14,3*103*0,45=6,4*103Вт= 6,4кВт;
(5.30)
Визначаємо частоту обертання електродвигуна
nдв = nв*uза г= nв(u1min…u1max)* (u2min…u2max)*…* (uimin…uimax);
де nв - частота обертання ведучого вала;
- (uimin…uimax)- передаточні числа кінематичних пар.
Визначаємо (об/хв); (5.31)
uзаг=uзш*uлан*uм;
 Для визначення загального передаточного числа скористаємося таблиці5.5.

Таблиця 5.5- Значення передаточних чисел окремих кінематичних пар
Вид передачі  Діапазон оптимальних значень передаточних чисел
Зубчаста циліндрична швидкохідна:
-розгорнутсхема -співвісна схема 
3.15...5
4...6.3
Зубчаста циліндрична тихохідна 2.5...5
Ланцюгова 1,5...4

uзаг=(3,15…5)*(2,5…5)*(1,5...4)*1=(11,81…100);
nдв=nв*uзаг=50,5*(11,81…100) =596,4 …5050 (об/хв).
 Знаючи значення потужності РД і частоти обертання nД, підбирають необхідний електродвигун. Як правило, приймають закриті двигуни з обдувом серії АИР ГОСТ 19523—81.
 Виберемо двигун серії АИР 112М2/3000 з Рном=7,5 кВт та асинхронною частотою обертання nдв =3000 об/хв.
 Величину навантаження визначають за формулою
H=((PНОМ- РДВ)/ PНОМ)100%, (5.32)
де РДВ- розрахункова потужність двигуна.
 При розрахунках допускається від\'ємне значення, тобто перевантаження двигуна, але не більше ніж 5...6 % .
H=((7,5-7,36)/7,5)*100 = 1,8%; тобто двигун працює з недовантаженням 1,8%
Вибравши електродвигун, визначають загальне передаточне число привода :
. (5.33)
 Загальне передаточне число необхідно поділити між окремими передачами, які входять до складу привода між ланцюговою передачею і двома ступенями двоступінчастого редуктора.
 Орієнтуючись на межі середніх передаточних чисел ланцюгової передачі (табл.5.5), визначають діапазони передаточних чисел для двоступінчастого циліндричного зубчастого редуктора:
(5.34)
 Оскільки передаточне число редуктора вийшло в нас в межах , то залишимо в на шій конструкції стандартний редуктор який іде в комплекті з приводом для переміщення люльки верхового. Стандартне передаточне число цього редуктора, дорівнює 24,5.
. (5.35)
 Після розбивки передаточного відношення за ступенями визначаємо для кожного вала привода потужність Р (Вт), частоту обертання n (об/хв), кутову швидкість  (рад/с) і обертаючий момент Т (Н*м).

Р1=Рдв розр= 7,36 кВт; 
Р2=Р1*ред=7,36*0,972=7,068 (кВт);
Р3=Р2*м=7,068*0,98=6,9 (кВт);
Р4=Р3*лан=6,9*0,95=6,58 (кВт);
 n1=nдв=3000 об/хв;  
n2=n1/uред=3000/24,5=122,4 об/хв;
n3=n2/uм=122,4/1=122,4 об/хв;
n4=n3/uлан=122,4/2,42=50,5 об/хв;

; ;
; ;

Т1=P1/1= 7,36*103/314=23,4 (Н*м);
Т2= P2/2= 7,068*103/12,8=552(Н*м);
Т3= P3/3= 6,9*103/12,8=539(Н*м);
 Т4= P4/4= 6,58*103/5,2=1244 (Н*м);


 Отримані дані записуємо в таблицю 5.6.

 Таблиця 5.6 - Результати енергокінематичного розрахунку привода
Вал 1 2 3 4
Тип передачі Редуктор Муфта Ланцюгова
Передаточне число 24,5 1 2,49
Потужність Р, Вт 7,36 7,068 6,9 6,58
Частота обертання
n, об/хв 3000 122,4 122,4 50,2
Кутова швидкість
, рад/сек 314 12,8 12,8 5,28
Обертаючий момент
Т, Н*м 23,4 552 539 1244

 
5.9 Розрахунок ланцюгової роликової передачі
 






Вихідні дані :
- потужність Р1 = 6,58 кВт;
-частота обертання n1 = 50,2 об/хв;
- кутова швидкість ;
- передаточне число u = 2,49;
- обертовий момент Т 1 =1244 Н;
- передача горизонтальна;
- змащування передачі періодичне; помірні зміни навантаження;
-регулювання натягу ланцюга періодичне шляхом переміщення ведучого вала.

5.9.1 Визначення кількості зубцiв Z1 меншої (ведучої) зiрочки та кiлькiсть зубцiв бiльшої зiрочки Z2

, (5.36)
.
Поєднання непарного числа зубцiв меншої зiрочки з парним числом ланок ланцюга забезпечує рiвномiрнiше спрацювання ланцюга i зубцiв зiрочок.
; (5.37)
.
 Кiлькiсть зубцiв бiльшої зiрочки для роликових ланцюгiв Z2max < 120

5.9.2 Визначення кроку ланцюга

Крок ланцюга t є основним параметром ланцюгової передачi. Ланцюги з великим кроком мають бiльшу несучу здатнiсть, але допускають значно меншi частоти обертання меншої зiрочки.

Таблиця 5.7 - Найбiльшi значення частоти обертання ведучої зiрочки, n1max
Частота обертання,
n1, об/хв 1250 1000 900 700 500 400 300
Крок ланцюга,
t, мм, не більше  12.7 15.875 19.05 25.4 31.75 38.1 44.45
 
Вибираємо ланцюг iз мiнiмально допустимим для заданого навантаження кроком. У проектному розрахунку орiєнтовне значення кроку t, мм, однорядного роликового ланцюга визначаємо за формулою:
, (5.38)
де Т1- ;
Тоді
.

Узгоджуючи одержане значення кроку iз заданою частотою обертiв, вибираємо однорядний або iз зменшенням величини кроку - дво- чи трирядний ланцюг. Але багаторяднi ланцюги дуже чутливі до неточностi виготовлення та монтажу передачi. Їх застосовуємо, коли немає можливостi використати однорядний ланцюг для заданих умов роботи.
 За таблиці 5.7. при частоті обертання n1 = 50,2 об/хв. значення кроку повинно бути не більше ніж 15,875 мм. До розрахунку вибираємо роликовий однорядний ланцюг ПР-15,875-2270, для якого маємо таб.5.8:
- крок t = 15,875 мм;
- площа опорної поверхні шарніра Аоп =51 мм2;
- руйнівне навантаження Fрн = 22,7 кН;
- маса ланцюга g = 0,8кг/м.

Таблиця 5.8-Приводнi ланцюги ПР (роликовi одноряднi)
Позначення ланцюга Крок ланцюга, t, мм Площа проекцiї опорної поверхнi,
А, мм2  Руйнiвне
навантаження, Q, кН Маса 1 метра ланцюга,
Q, кг/м
ПР-12,700-900
ПР-12,700-1820
ПР-15,875-2270
ПР-19,050-3180
ПР-25,400-5670
ПР-31,570-8850
ПР-38,751-12700
ПР-44,450-17240 12.700
12.700
15.875
19.050
25.400
31.570
38.100
44.450 16.5
40
51
105
180
260
395
475 9.0
18.2
22.7
31.8
56.7
88.5
127.0
172.4 0.30
0.65
0.80
1.90
2.60
3.80
5.50
7.50





 5.9.3 Визначаення швидкості ланцюга (м/с)

. (5.39)
З умови забезпечення кута обхвату ведучої зiрочки > 120 знаходимо оптимальну мiжосьову вiдстань
; (5.40)
 Тоді згідно 5.40
.
Визначаємо кiлькiсть ланок ланцюга W
; (5.41)
Тоді
    .
Щоб не застосовувати перехiдної ланки із зiгнутими пластинами, приймаємо парну кiлькiсть ланок, тобто добуте значення округляємо до парного числа: W=106.
 Потім уточнюємо мiжосьову вiдстань:
, (5.42)
де
; (5.43)
; (5.44)
Тоді
;
;
.
 При монтажi холоста (ведена) гілка ланцюга повинна провисати на , тобто добуте значення аw треба зменшити на 0,2..0,4%.

5.9.4 Визначення сил, що виникають у гілках ланцюга
 
у веденiй гілці F2= Fv + Fg ; (5.45)
у ведучiй гілці F1= Ft + F2 , (5.46)
де Fv - вiдцентрова сила, Н, ;
q - маса 1 метра ланцюга, кг;
Н.
  Fg - сила вiд провисання веденої гілки ланцюга, Н
Fg = , (5.47)
 де Kf -коефiцiєнт кута нахилу лiнiї центрiв зiрочок до горизонтальної площини;
- при кутi нахилу 0 градусiв...... Kf = 6,
- при кутi нахилу 20...50 градусiв.…. Kf = 4...2,
- при кутi нахилу 50...70 градусiв….. Kf = 2...1,5,
- при кутi нахилу = 90 градусiв.…. Kf = 1.
 g - прискорення вiльного падiння, g = 9,81 м/с ;
 аw - мiжосьова вiдстань, м.
 Тоді знайдемо
;

Ft - колова сила, Н:
, (5.48)
де T1, - крутний момент, Н/м;
d1-дiлильний дiаметр зiрочки - дiаметри кола, на якому розташованi осi роликів, м:
(5.49)
 Діаметри відповідно дорівнюють




 Тоді знайдемо F1

Силу, що дiє на вали та їх опори, визначаємо за формулою
. (5.50)
 Без великої похибки можна вважати, що сила F спрямована по лiнiї
центрiв передачi

 5.9.5 Перевiрка вибраного ланцюга за середнім тиском p, МПа, в його шарнiрах, який забезпечує їхню зносостiйкiсть
, (5.51)
 де K- коефiцiєнт навантаження:
     ,
де К1- динамiчний коефiцiєнт:
- при спокiйному навантаженнi К1= 1,0,
  - при поштовха К1= 1,5;
  К2-коефiцiєнт змащування [2,с.86]:
- при перiодичному мащеннi (V<2 м/с) - К2= 1,5;
-при краплинному (V<4 м/с) - К2= 1,0;
-при безперервному (V>4 м/с) - К2= 0,5;
  К3 - коефiцiєнт тривалостi роботи:
-при однозмiннiй - К3= 1,0;
-при двозмiннiй - К3= 1,25;
-при тризмiннiй - К3= 1,5.
 К4 - коефiцiєнт довжини ланцюга: -а<30t
- К4=1,2;
-а =(30...60)t - К4= 1,0;
-а > 60t - К4= 0,8;
 К5 - коефiцiєнт способу регулювання натягу ланцюга:
-при регулюваннi вiдтискними опорами - К5= 1,0;
-при регулюваннi вiдтискними зiрочками - К5= 1,1;
-для нерегульованої передачi - К5= 1,25;
  К6 - коефiцiєнт кута нахилу лiнiї центрiв зiрочок передачi до горизонтальної площини:
-при куті нахилу 0 ... 60 град. - К6 = 1,0;
-при куті нахилу 60 ... 90 град. - К6 = 1,25;
A- площа проекцiї опорної поверхнi шарнiра; мм2 ;
Кm- коефіцієнт, що враховує кількість рядів ланцюга; -для однорядної
-для дворядної
-для трирядної Кm=2,5;
  [p]- допустимий тиск, MПа.
  К1= 1,0; К2= 0,5; К3= 1,25; К4= 1,0; К5= 1,1; К6 = 1,0;

МПа;
За табл. 6.5 приймаємо [ P] = 34,3 МПа > 4,52; існує можливість зменшити крок.

5.9.6 Перевiрка вибраного ланцюга на мiцнiсть

У вiдповiдальних випадках можна перевiрити вибраний ланцюг на мiцнiсть за коефiцiєнтом запасу
, (5.52)
  де Q -руйнiвне навантаження;
К1-динамiчний коефiцiєнт;
[s] - допустимий коефiцiєнт запасу мiцностi, значення якого зростає при збiльшеннi кутової швидкостi меншої зiрочки та кроку ланцюга;

;



Таблиця 5.9 - Допустимий коефiцiєнт запасу мiцностi [s] для роликових ланцюгiв
Крок Частота обертання меншої зiрочки n1, об/хв
t, мм 50 100 200 300 400 500 600 800 1000
12.700
15.875
19.050
25.400
31.750
38.100
44.450
50.800 7.1
7.2
7.2
7.3
7.4
7.5
7.6
7.7 7.3
7.4
7.5
7.6
7.8
8.0
8.1
8.3 7.6
7.8
8.0
8.3
8.6
8.9
9.2
9.5 7.9
8.2
8.4
8.9
9.4
9.8
10.3
10.8 8.2
8.6
8.9
9.5
10.2
10.8
11.4
12.0 8.5
8.9
9.4
10.2
11.0
11.8
12.5
-- 8.8
9.3
9.7
10.8
11.8
12.7
—
-- 9.4
10.1
10.8
12.0
13.4
—
—
-- 10
10.8
11.7
13.3
—
—
—
--

S = 11,01 > [ S ] = 7,2
 Звичайно, ланцюги, вибранi з умови забезпечення зносостiйкостi, мають достатню мiцнiсть, тому перевiрний розрахунок на мiцнiсть можна не робити

Таблиця 5.10 - Табличний звiт розрахунку ланцюгової передачi
Параметр Значення
Кiлькiсть зубцiв зiрочок : ведучої Z1 24
веденої Z2 57
Позначення ланцюга ПР 15,875-2270
Кiлькiсть ланок ланцюга W 106
Мiжосьова вiдстань a 476 мм
Дiлильнi дiаметри зiрочок: ведучої d1 121,62мм
веденої d2 288,17 мм
Дiаметр вершин зубцiв: ведучої da1 128,52 мм
веденої da2 295,67 мм
Сила, що дiє на вали F, кН  2369,81кН
Коефiцiєнт запасу мiцностi: дiючий s 11,01
допустимий [s] 7,4





Размер файла: 849,7 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

        Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.